1)风机启动    当控制柜触屏上转换开关选择“就地控制&dquo;时,风机的启/停控制由控制柜触摸屏上按钮控制,若控制柜触摸屏上转换开关选择“中央控制&dquo;时,则由DCS控制系统输入的无源触点的通/断对风机进行控制,启动时接通无源触点。 风机启动前应首先启动油泵,并调整好风机供油压力。 风机启动前应保证保护电路各项整定值已设定;低压启动柜或高压开关柜允许启动；主电机连续启动间隔时间已满足。 以上工作准备完毕后再检查控制柜,当具备下列条件时,风机“允许启动&dquo;灯亮,风机方可启动。 a.风机进风口阀门开度关至零位； b.稀油站油箱温度大于10℃(油站电接点压力表下限设定值)； c.稀油站供油压力高于150Kpa； d.控制系统中各项报警参数均未超过设定值；   所有条件具备后,即可启动风机。当接受“风机启动&dquo;信号后通过PLC控制柜合闸继电器KA1通电吸合,合闸信号送至启动柜,使低压启动柜内主接触器通电吸合或高压启动柜内断路器合闸,风机主电机启动,风机投入运行。风机启动后,“风机运行&dquo;指示灯亮. “风机停车&dquo;指示灯熄灭。    风机运行时,若供油压力低于备用泵启动设定值(100KPa)时,延时3秒钟后备用油泵自动启动。 备用泵启动后,若供油压力升高至150Kpa以上时,经3秒钟延时后,原主油泵自动停止运行。此时,主、备油泵位置已自动切换。为避免因油系统故障不能建立正常油压而使主、备油泵频繁切换及起停,在备用泵启动供油压力正常后2分钟内,若供油压力仍然较低,则备用泵(未切换前的主油泵)不会立即启动,在这期间若供油压力下降至80Kpa时,控制系统发出“风机供油压力过低&dquo;报警信号。在备用泵启动2分钟后,主、备油泵又可再次自动切换。 风机运行期间,为避免因误操作造成油系统断油,油泵不应手动起停。 风机停车后,为保证风机运转期间风机轴承的润滑,待风机停车10分钟后才能对油路进行停车操作。  

一、串联运行的风机 有时需要在同一个系统“串联&dquo;安装两台或多台风机。如果风机由单一装置组成,该装置通常称为“多级&dquo;风机。这种装置很少用于普通的通风和空调系统,但在一些特殊的工业系统中还是经常使用的。 在理论上,两台串联运行的风机的组合流量一一压力曲线是在同一体(容)积流量时将风机压力相加而得出的(图4-43)。实际上,由于后面级的空气密度的增加,体(容)积流量有些减少。由于不均匀的气流进入第二级风机进口,性能损失通常很大。 建议要求风机制造厂审查所提出的系统设计,并对安装的性能进行一些估算。 二、并联运行的风机 风机经常并联地安装和运行在同-个系统中,尤其是要求大风量时更是如此。在此情况下组合的流量-压力曲线是,通过将相同压力下的每个风机的体(容)积流量相加而得出的(图4-44），如进口工况受到限制或流人进口的气流不均匀时,则多台风机的总性能会比理论上计算的总和要小。 有些风机在靠近峰值压力点左侧的压力流量曲线上有着“正&dquo;斜率。 如果选择并联运行的风杋在这个“正的&dquo;斜率范围,那么风机的运行就不会平稳。图4-44示出了这种并联工作的两台风机的组合流量一一压力曲线。在峰值压力点左侧的闭合回路就是给出每个压力下所有的容积流量的总和。如果系统曲线与这个回路封闭的区域内的总和流量一压力曲线相交,那么有可能不止一个操作点。这就可能引起其中一台风机风量过多,如果风机都是单独驱动的话,则就有可能使某个电动机过载。这种不平衡的气流状态会反复无常,造成风机间断的有负载和无负载。 风机出口的副翼控制器或进口、出口的调节风门可以用来消除不平衡气流或消除脉冲和反向运行,以及管网或驱动系统的损坏。    

此例是一个引风系统,一般用于引风。注意A点的进口损失。如果采用喇叭形进口将会降低这一损失(图4-48)。 在风机的吸气端,静压是负值,但动压永远是正值。通风机动压为125Pa，此例示出了系统附加阻力。 图4-28中,半径与直径比为1的进口弯管和弯管与风机进口之间无管路的情况下,系统附加阻力为R。 对于风机进口有10%障得的轴承,系统附加阻力U。见表4-11。对于排入大气而无出口管路的风机,系统附加阻力R,见表4-1。 A为锐边管路的进口阻力损失为100Pa A——B流量为1.42m3/s的管路阻力损失为750Pa。 B为进口弯管,系统附加阻力R,系统附加阻力为150Pa C为进口轴承,系统附加阻力系数U,系统附加阻力为50Pa。 E为风机动压为125Pa。 E为无出口管路的膨胀段,系统附加阻力R,系统附加阻力为150Pa。 所需风机的总压为1320Pa。 风机静压=风机总压一风机动压 风机静压=1320Pa-125Pa=1195P 选择流量为qv为1.42m3/s、静压为1195Pa的风机是合适的。    

此种情况的风机出口会突然扩大。它除了略去风机出口管路之外,与风室效应的实例类似。风机可直接排气到风室里(图4-47)。 带有蜗舌的风机,在蜗舌截面(通风面积)产生的速度比出口管路(出口面积)的速度要高。这个较高的速度(在蜗舌处),当出口管路用于风机试验时会部分地转换静压。带蜗舌的风机如果通过“墙壁&dquo;通向风室或像排风机一样直接排进大气,那么,所有动能都会失去。在这些应用中,能量损失和系统附加阻力系数将会超过用“风机出口面积&dquo;表示的风机出口的动压。 无出口管路的风机的系统附加阻力系数由下列方法求出，令风机的通风面积/出口面积=0.6，风机出口速度=14.43m/s时，无出口管路 査表4-1系统附加阻力系数=R-S;通过图4-18査出14.43m/速度和系统曲线R,系统附加阻力为150Pa。 D一E为风机在1.42m3/s时的管路摩擦损失为750Pa。 D为风室至管路的收缩损失,管网部分为50Pa。 D为在D点产生速度所需要的静压能量,管网部分为125Pa。 B-C为无出口管路的膨胀部分的系统附加阻力,査表4-1和图4-18,系统附加阻力为150Pa。 所要的风机静压为1075Pa 选择流量为1,42m3/s和静压1075Pa的风机是合适的。    

   此例的管网系统与试验的风机实例中所述的管网系统一样。但风机有个短的出口管路,紧接一个风室,其横截面积比管路面积大10倍,图4-46为压力梯度-风室效应图。    图4-46中管路E一F的速度为14.43m/s,相当于125Pa的动压(pa)。点“F&dquo;的动压为125Pa,静压0.0Pa,总压为125Pa。管路摩擦会引起静压和总压逐渐增加,使之回到E点。如果管路的横截面积均匀,那么该系统中部分的动压就会不变。 由于从风室到管路的压力突然收缩造成50Pa的能量损失,所以风室的总压为875Pa管路入口的总压加50Pa的收缩损失成为925Pa的总压。 通过风室D到E的气流的速度比较低,风室的动压为0.0Pa,因此这个速度可以忽略不计。 D点有个突然扩大的能量损失,它等于排至风室的管路的繁个动压(即125Pa)。 风机和风室间的出口管路为2.5个当量直径长,与风机额定试验所用的管路相同。出口管路(与风室)的静压是额定试验中测定的静压。 此例要求选择的风机静压为925Pa,流量为1.42m3/s,将这种风机与前面选择的静压750Pa和流量1.42m3/s的风机进行比较,显然风机的静压将增大。 E一F流量为1.42m3/s时的管路摩擦损失750Pa。 E为风室至管路的收缩损失50Pa(管网部分) E为风室形成E点速度所需要的静压能量为125Pa(管网部分)。 D为空气速度减小所引起的D点的动压损失(也是总压损失)125Pa 在D处管路到风室的静压不变,静压差为0.0Pa C一D为试验风机的出口管路,静压差为0.0Pa 所需要的风机总静压为925Pa。 选择流最为1.42m3/s和静压925Pa的风机是合适的。 显然新风机与前例选择的风机进行比较时,可发现新风机静压将增加175Pa。  

        如图4-45所示,管网系统的总摩擦损失在1.42m3/s流量时产生750Pa的压降。风机出ロ(C)所需要的静压(ps)等于对应一定流量时的管网摩擦阻力。由于没有进口障碍而且风机出口附近的管路与试验装置使用的一样,使用公布的风机性能时,可以不用其它的系统附加阻力。 图4-45中C一D为管路摩擦阻力损失750Pa;        A为进口无障碍,即无系统附加阻力;        B一C为带直管路的出口。 与两倍以上管路直径相连的无系统附加阻力管路所需要的静压ps为750Pa 选择风量为1.42m3/s和静压为750Pa的风机即可满足需要。  

通风机和与之连接的管道间存在相互的作用。它是由出口管道阻力对運风机排出的空气所产生的减速和节流作用决定的。通常,阻力正比于通风机所产生的压力除以容积流量的平方.,即△p=cV2。为了求得一个无因次常数,以适当的数值&ho;/2和F2代入上式,于是有比值φ2/ψ即称为节流系数,它愈来愈多地被其他作者所引用。   功率系数对于驱动功率,它也可以和前述的系数联系起来,因此,定义了另一个称为功率系数或性能系数的系数：    

    在实际应用中已发现单靠σ和ψ值来定量估计离心叶轮的主要性能是不够的。一个给定的流量V和压升△P,可以用尺寸相差很大的各种通风机来达到。一合通风机的造价往往取决于它的尺寸大小。但从用户的观点出发,尺寸大小的重要性并不能过份地强调,而且用户常常会要求知道通风机的比转速。这样,就需要有一些与通风机尺寸和转速有关的系数。    我们知道,在设计水力透平中比转速有着很大的好处。由于比转速在水力透平中的应用成功,从而也被引入了通风机和泵的设计中。把一台“单位透平机械&dquo;的转速定义为比转速,即一台与给定透平机械完全几何相似,但其尺寸使得在1米压头和1米3/秒流量时产生1马力的“单位透平机械&dquo;的转速。为了得到这个比转速,采用人们所熟知的公式：     该系数一般对水力透平来说是适用的,因为水力透平的发展趋向是高转速。所以对尺寸大的水力透平迫切希望得到最大可能高的转速。     这一系数得以在工业上应用,其后又应用在离心泵和通风机上,主要应归功于研究这门应用科学的大学的支持。把这一概念推广到其它型式的离心机械没有费多少时间,推通风机方面更是毫不费事。以后,比转速已为转速系数σ所代替。σ早已应用在轴流式通风机中。作者对这一系数的概念亦早已提出。最近,科迪尔提出了直径系数&dela;。不过,该系数实际上在1905年巴舒斯所发表的文章中已提到过。与具有φ=1;ψ=1标准通风机的比较我们米介绍这些系数的新形式。 我们选择一个流量为び、压升为△P的离心叶轮,并使之与一个流量、压力升均相同,但流量系数9=1、压力系数ψ=1的叶轮进行比较,其中Cm=。现在来决定这个叶轮的尺寸和转速 图48示出一台轴流式通风机,其外径为d2,转速为加流量为び,全压升为ムP=中(9/2)2。假设一合几何相似的较小通风机,其外径为d,压升为△P。令c'为出口速度则△争=Q/2(c)=中(/2)ら,所以,c'=V中。       因此,0和8的意义就明确了。把一些比较容易得到的离心轮之特性,与上述的甲=1,ψ=1,0=1和8=1系数进行比较。最近提议,可以和一个旋转喷管进行比较,但这种比较有些勉强〔7。比较结果可概括如下直径系数8表明一个叶轮的直径与另一个=1和ψ=1的标准轮的直径相比较所增大的倍数。 速度系数σ表明一个叶轮的转速与另一个φ=1和ψ=1的标准叶轮的转速相比较所増大的倍数。 总的来说,各种型式的叶轮均可以与9=1和中=1的标准叶轮相比较,从多叶叶轮到管式轴流式通风机,这种比较都是可行的。 如果(いり/(9/2)く1,即V事く甲时,直径系数8可以小于1。这种情况是可能发生的,例如一台普通的、具有=0.2和ψ=0.04的高速轴流式通风机的叶轮便是如此。 若以和F取代系数9和ψ,并代入和8的公式中,则得    

  虽然由外径导得的流量系数可供一般使用,而且在用作各种通风机的比较方面更是其有价值。但是,从严格的科学观点出发,叶轮的当量面积并不足以能作为一种比较的基础。总之,叶栅的容积流量是按叶栅的进口面积来决定,而不是按其外径的当量面积来决定。而且特别是对于那些窄的离心叶片叶轮,用上述方法会得出和轴流式通风机差别很大的结果。这样,如果规定实际进口面积上的流量系数φ1与圆周速度之间的关系为：                     φ1=V/(π/4）/d12/u12    那么,就得到了各种叶轮与吸入容积流量间的数学关系式。吕特席对按当量面积和按进口面积所得出的φ值进行了比较,其结果示于图47。图中所示是基于离心泵试验的比较,其特性是清楚的。从图中看出,由当量面积所得到的各曲线显得毫无规律,而由进口面积得出的各曲线却是有规律的,可近似地看出每单位进口面积的实际吸入容积流量。例如从图看出,窄的离心叶轮的吸入容积流量比高速叶轮的流量大得多。 以上的补充资料使我们对吸入容积流量的概念有了进一步了解,且完全不会对现今常用系数的单纯实用价值有任何不利的影响。  

  每秒容积流量V也籥要有一个类似的比较基础。为此,采用叶轮的当量面积πd22/4,而流体以速度u2流经此面积。于是,容积流量就为V=πd22/4。实际上,这一流量与实际的流量是不相同的,但我们希望得知这一流量比实际流量大多少?这样即导得了流量系数：    对于横流式通风机,在决定其流量系数以前,还要研究一些另外的资料。对这种型式的通风机,若以横截面面积作为一个比较基础是不十分可靠的。因为只要増加叶轮的轴向长度,它的流量几乎是可以任意地加大。因此,应取叶轮的投影面作为比较的基础。以此决定的可简单地由下式求得：